展开式二级圆柱齿轮减速器

word文档可自由复制编辑word文档可自由复制编辑word文档可自由复制编辑机械设计专业课程设计说明书设计题目展开式二级圆柱齿轮减速器机械设计与制造专业1101班设计者指导教师2014年5月12日目录第一章计算传动装置的运动和动力参数……………41.1选择电动机……………………41.2计算传动装置传动比…………51.3计算传动装置的动力参数……6第二章齿轮设计及传动计算…………72.1斜齿传动1设计………………72.2斜齿传动2设计………………13第三章轴的设计及校核………………183.1初步确定轴的最小直径………183.2轴的结构设计…………………193.3轴的校核………21第四章键的选择及轴承寿命校核……264.1键的选择及校核………………264.2轴承的选择及校核……………28第五章润滑与密封……………………31第六章箱体的结构设计………………32设计任务书传动装置总图设计要求：选择电动机的类型和规格设计减速器和齿轮传动选择联轴类型和型号绘制减速器装配图和零件图编写设计说明书已知条件运输带工作拉力F=5.2Kn;运输带工作速度v=1.5m/s;滚筒直径D=400mm；滚筒效率n=0.96（5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用折旧期8y；工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度是35摄氏度；动力来源电力，三相交流，电压为380/220；检修间隔期四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：减速装配图一张(A0或A1)；零件工作图1~3张；设计说明书1份。第一章计算传动装置的运动和动力参数1.1选择电动机选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压是380v。选择电动机的容量工作机的有效功率是Pw=Fv5200*1.57.8kW 1000 1000从电动机到工作机的输送带间的总效率为2*4*2* 1 2 3 4式中,,,分别是联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。由 12 3 4表可知，=0.99，=0.98，=0.97，=0.96 1 2 3 4则：=0.992×0.984×0.972×0.96=0.817所以电动机所需工作功率是Pd=Pw=7.8/0.817=9.5kW确定电动机的转速按表推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比'=8~40，而工作机卷筒轴的转速是nw=60*1000dv60*1000*400*1.571r/min所以电动机的转速范围是nd='×nw=（8~40）×71=（561~2810）r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min和1500r/min三种。综合考虑根据电动机的类型、容量和转速，由电机的产品目录和有关手册选择的电动机的型号是，其主要性能如下表所示表1型电动机的主要性能电动机型号电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y160L-6119702.02.01.2计算传动装置传动比总传动比=nm=970/71=13.66nw分配传动比=× 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取=1.4，故 =1.4i=1.4*13.66=4.4 =i=13.66=3.1 i 4.41.3计各轴转速轴nn970r/min=m=轴nn940/4.4=213.6r/min==轴n n213.6/3.1=68.9r/minIII= =i卷筒轴nn 68.9r/min卷=III=各轴的输入功率轴PP9.5×0.99=9.4kW=d×1=轴PP9.4×0.98×0.97=8.94kW= I×3*2=轴PP8.94×0.98×0.97=8.5kW III= II×3*2=卷筒轴PP8.5×0.99×0.98=8.25kW 卷= III2*1=各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩T为dPdT9.55×106n=9.55×106×9.5=9.3×104Nmmd= m 970轴T=T9.3×104×0.99=9.21×104Nmmd1==轴T=T×i=9.21×104×0.98×0.97×4.4=38.5×104NmmI 23III轴TTi38.5×104×0.98×0.97×3.1=11.35×105Nmm= II23=卷筒轴T=T=11.35×105×0.99×0.98=11.01×105Nmm卷III12将上述的计算结果汇于表，以备查用。表2传动的装置的运动和动力参数轴名轴名功率P/kw转矩T/(N×mm)转速n/(r×min)i电动轴9.59.3×10497010.99I轴9.49.21×1049704.40.97II轴8.9438.5×104213.63.10.95III轴8.511.35×10568.9卷筒轴8.2511.01×10568.910.93第二章齿轮设计及传动计算2.1斜齿传动1设计2.1.1选精度等级，材料及齿数。运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度(1).选择材料及热处理方法选中碳钢:45钢热处理方法:小齿轮调制处理(280HBS)、大齿轮调制处理(240HBS)硬度差HBS=280-240=40HBS(2).选小齿轮齿数Z=201大齿轮齿数Z=Z×=20×4.4=88 2 1 1(3).选取螺旋角初选螺旋角=152.1.2按齿面接触强度设计即2KTu1ZZ21tu[H]Ed3t1 da H(1).确定公式内的各计算值、初选K=1.6t、由图10-20选取区域系数Z=2.433H由图10-26查得ε=0.78，ε=0.83 a1 a2则ε=ε+ε=1.61aa1a2、由表10-7选取宽度系数Ф=0.8d、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的接触疲劳强度极限σ =600MPa，σ =550MPaHlim1 Hlim2、计算应力循环次数N=60njL=60×970×1（2×8×360×8）=2.68×109 1 1hN=N1=6.1×1082i、由图10-1取接触疲劳寿命系数K=0.9，K=0.95 HN1 HN2对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取S=1 KHN1lim1 [] 540MPaH1 S KHN2*lim2 [] 522.5MPaH2 S则许用接触应力为[]2531.25MPaH（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径2KTu1ZZ2d3 t1 [H]E58.25mm1t u da H2）计算圆周速度dn 1t 12.26m/s V=601000 3）计算齿宽b及模数mntb=Фd=0.8×58.25=46.6mmdltm=dcos=2.81mmntltZ1h=2.25m=6.32mmntb/h=46.6/6.32=7.37mm4)计算纵向重合度0.318Ztan1.363 d15)计算载荷系数k.由[4]表10-2查得使用系数k=1A又根据v=2.26m/s，8级精度，查的图10-8k=1.15V由表10-4查得K=1.454Hβ由图10-13查得K=1.32Fβ由表10-3查得K=K=1.4HαFα故载荷系数K=KKKK=2.34AvHαHβ6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dlt3K/Kt=70.44mm7)计算模数m=dcos=mm=3.402mm n 1Z12.1.3按齿根弯曲强度设计 由公式知2KTYcos2YYm 1 n 3 z2[F]S d1 F确定计算参数①计算载荷系数K=KKKK=2.125AVFβFα根据纵向重合度=1.363查得螺旋角影响系数=1-=0.83 β 120②计算当量齿数=Z1=20.23V13cosβZ=Z2=89.02V23cosβ③查取齿型系数和应力校正系数由表10-5查得Y=2.82Y=2.22 Fa1 Fa2Y=1.55Y=1.78Sa1 Sa2④查取强度极限及弯曲疲劳寿命系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限、大齿轮的弯曲强度极限550MPa,380MPa FE1 FE2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 0.85,K 0.88FN1 FN2⑤计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 K *[]FN1 FE1333.928MPaF1 S K * []FN2 FE2238.859MPaF2 S⑥计算大、小齿轮的YFYS,并加以比较[]FYFa1YSa1=0.01308[]F1YFa2YSa2=0.01654[]F2综上所述选取大齿轮进行计算。计算齿轮模数2KTYcos2YYmn3 1z2[F]S=1.9746 dcos cos将模数就近圆整为标准值得m=2.0对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿n根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而m=3已经可以满足弯曲强度，n但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径是d=58.25mm，来计算应有的齿数.于是由1Z=dcos=18.75 1 mn取Z1为19，则Z2=Z1i1=83.6.2.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1Z2)mn=159.93mm2cos将中心距圆整为160mm(2).按圆整后的中心距修正螺旋角arcos(Z1Z2)mn=152a(3).计算大小齿轮的分度圆直径d=Z1mn=59.00mmd=Z2mn=260.86mm2cos(4).计算齿轮宽度b=dd1=47.2mm圆整后取B=55mm，B=50mm。 1 22.2斜齿传动1设计2.2.1选精度等级,材料及齿数运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度压力角20.(1).选择材料及热处理方法选40cr材料(2).选小齿轮齿数Z=233大齿轮齿数Z4=Z3×i2=71.3(3).选取螺旋角初选螺旋角β=152.2.2按齿面接触强度设计2KTu1ZZ2d3 t2u[H]E2tda H(1).确定公式内的各计算值试选K=1.6u=3.1t由图10-20选择区域系数Z=2.43H由图10-26查得ε=0.78，ε=0.83 a3 a4则ε=ε+ε=1.61aa3a4、由表10-7选取宽度系数Ф=0.8d、由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa12E、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的接触疲劳强度极限σ =1000MPa，σ =1000MPaHlim3 Hlim4、计算应力循环次数N=60njL=60×213.6×1（2×8×360×8）=5.90×108 3 2hN=N3=1.9×1084i2、由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.95，K=0.98 HN3 HN4对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取S=1 KHN3lim3 [] 950MPaH3 S KHN2*lim4 [] 980MPaH4 S则许用接触应力为[]2965MPaH（2）计算试计算小齿轮分度圆直径2KTu1ZZ2 d3t2 [H]E66.10mm3t uda H计算圆周速度dn V=6010003t 20.74m/s计算齿宽b及模数mntb=Фd=0.8×66.10=52.88mmd3tm=dcos=2.77mmnt3ttZ2h=2.25m=6.24mmntb/h=52.88/6.24=8.47mm4)计算纵向重合度0.318Ztan1.567 d35)计算载荷系数k.由[4]表10-2查得使用系数k=1A又根据v=1.06m/s，8级精度，查的图10-8k=1.1V由表10-4查得K=1.454Hβ由图10-13查得K=1.32Fβ由表10-3查得K=K=1.4HαFα故载荷系数K=KKKK=2.30AvHαHβ6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d3=d3t3K/Kt=74.44mm7)计算模数m=dcos=3.12mm n 3Z32.2.3按齿根弯曲强度设计由公式知2KTYcos2YYm3 1 FSn z2[] d1 F确定计算参数①计算载荷系数K=KKKK=2.03AVFβFα根据纵向重合度=1.363查得螺旋角影响系数=1-=0.83 β 120②计算当量齿数=Z3=23.26V33cosβZ=Z4=71.82V43cosβ③查取齿型系数和应力校正系数由表10-5查得Y=2.82Y=2.22 Fa1 Fa2Y=1.55Y=1.78Sa1 Sa2④查取强度极限及弯曲疲劳寿命系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限、大齿轮的弯曲强度极限550MPa,380MPa FE1 FE2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 0.85,K 0.88 FN1 FN2⑤计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 K *[]FN1 FE1333.928MPaF1 S K * []FN2 FE2238.859MPaF2 S⑥计算大、小齿轮的YFYS,并加以比较[]FYFa1YSa1=0.01308[]F1YFa2YSa2=0.01654[]F2综上所述选取大齿轮进行计算。计算齿轮模数2KTYcos2YY 2 FS3 z2[]=3.079 d3 F将模数就近圆整为标准值得m=3对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿n根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而m=3是综合二者的结果，但为了n同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径是d=74.44mm，来计算应有的齿数.于是由3Z=dcos=23.96 1 mn取Z3为23.96，则Z4=Z3i2=74.32.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z3Z4)mn=152.57mm2cos将中心距圆整为155mm(2).按圆整后的中心距修正螺旋角arcos(Z3Z4)mn=182a(3).计算大小齿轮的分度圆直径d=Z3mn=71.85mm3cosd=Z4mn=232.18mm4cos(4).计算齿轮宽度b=dd3=57.48mm圆整后取B=65mm，B=60mm。 1 2第三章轴的设计及校核3nP选取轴的材料为45钢,调制处理3.1初步确定轴的最小直径根据工作条件，小齿轮的直径较小则选择齿轮轴的结构，选择45号钢，正火，硬度为HB280，按照扭转强度发进行最小直径的计算，d=A，若最小直径开有键槽，要考虑其对轴的影响。3nP03nP1、高速轴的最小直径确定：d'3nP 1min 0有联轴器，设有一个键槽，则d=d'（1+7%）=26.22mm，由于减min min速器的输入轴与电动机的轴相联，则外伸轴的直径应该与电动机的轴相差不大，所以取d=0.8dmm，则d=0.8*42=33.6mm，所以取min mind=35mm。min中间轴的最小直径确定d2'minA03nP=40.0mm，则取其标准值为d33nP低速轴的最小直径确定3nPd'A3nP 3min 0一键槽，则d=d'（1+7%）=61.25mm，取其标准d=60mm。 3min 3min 3min3.2轴结构的设计高速轴的结构设计：选择联轴器的型号是LX2d最小直径，安装联轴器d=35mm，为保证其与轴端挡圈充分接11： 11触，应取轴的长度略小于其宽度,故，取第1段轴的长度和轴径分别为l=58mm，d=35mm. 11 11d:联轴器采用轴肩定位，取轴肩高度为3mm，故第2段轴径和22长度分别为l=63mm，d=40mm. 12 12d：初步选定滚动轴承的型号是30209，故，第3段轴的轴径和33长度分别为d=45mm，l=31mm. 13 13d：第4段轴安装低速级齿轮，考虑到齿轮应与定位块充分接触，14故应取轴的长度略短于齿轮宽度，现已知齿轮宽度为B=55mm，则，取第四段轴的轴径和长度分别为d=50mm，l=53mm。 14 14d：过渡段的轴径是d=52mm，长度是l=4mm。15 15d：同理知d=45，l=30mm。16 16中间轴的结构设计：选择的轴承型号是30308，d：根据最小直径，则滚动轴承段21d=40mm，l=35mm。21 21d：安装大齿轮的轴径：d=45mm，而由于大齿轮的宽度是50mm，22 22则l=48mm。d：过渡段轴径d=52mm，l=8mm。23 23d：由d知：d=d=45mm，l=63mm。22 24 22 24d：由d和l知：d=d=40mm，l=l=35mm。25 21 21 25 21 25213、低速轴的结构设计：选择的联轴器型号是LX4。d最小直径，安装联轴器d=61.25mm，为保证其与轴端挡圈充分31： 31接触，应取轴的长度略小于其宽度,故，取第1段轴的长度和轴径分别为l=105mm，d=60mm。31d：过渡段的轴径：d=64mm，l=63mm。32 32d：查设计手册，确定滚动轴承为30313，故，第3段轴的轴径和长33度分别为d=65mm，l=45mm。 33 33d：大齿轮的安装，考虑到齿轮应与定位块充分接触，故应取轴的长34度略短于齿轮宽度，现已知齿轮宽度为B=60mm，则，取第四段轴的轴径和长度分别为d=70mm，l=58mm。 34 34d：齿轮采用轴肩进行定位，取轴肩高度为h=4mm,宽度为10mm，35则第5段轴的轴径和长度分别为d=78mm，l=10mm。 35 35d：第6段轴安装轴承，故d=d，则其轴径和长度分别为36 36 33d=d=65mm，l=l=45mm。36 33 36333.3轴的校核1、高速轴的校核：（1）、求作用在齿轮上的力由于分度圆的直径是d=59mm，Ft=2dT=1.3104NFFtan3.7103Nr tcosFFtan0.99103N a t在垂直方向上有：M0,F0即;F(ll)Fl0NV1 1 2 r 2FF F0NV1 NV2 r则有：FNV11.92103N F 1.78103NNV2在水平方向上有：M0，F0,即F(ll)Fl0NH112t2FFF0NH1NH2t得：F6.76103NNH1 F 6.24103NNH2（2）、做出弯矩图和扭矩图根据轴的计算简图和各力的值，做出弯矩图和扭矩图如下MFl1.11105MPaV1 NV1 1M Fl1.12105MPaV2NV22MFl3.92105MPaH1 NH1 1 M F l3.93105MPaH2 NH2 2MPaMMPaMMMMMMHVHV5222225212111007.4（3）、按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯矩图和扭矩图可以明显看出，轴上齿轮处承受最大弯矩和扭矩，为危险截面。根据式15-5及齿轮处的数据，以及单向旋转、扭转切应力为动脉循环变应力，取a=0.6，轴的应力为M2(aT)232.96MPaca W而取60MPa则有 ca所以安全。2、中间轴的校核：（1）、求作用在齿轮上的力2TF2.96103Nt1d2大齿轮：FFtan1.1103N r1 t1cosFFtan0.79103N a1 t2T F 10.7104N小齿轮：t2 d3 tanFF3.98103Nr2t2cos(2)受力分析和计算：由题目知将轴划分为三段：l49mm,l63mm,l48mm. 1 2 3FlFllFt1 3 t22 38.37103NAX lll水平面：FF.713N AY a1FFFF5.29103N BX t1 t2 AXdllFlFF垂直面：Fr1 3 a12 r22 33.76103N AZ lll 1 2 3FFFF1.32103NBZ r1 r2 AZ求总支撑反力：FAFBF2F2F29.21103NAX AY AZ F2F25.45103NBX BZ(3)计算弯矩：M Fl2.54105MPa 1BX BX 3水平方向：M2AXFAXl14.1105MPa MM 2.54105MPa 1X 1BX M M 4.1105MPa 2X 2AX M Fl6.3104MPa 1BZ BZ 3dM'FlF22.83105MPa 1BZ AZ 3 a12 M Fl1.84105MPa 2AZ AZ 1垂直方向：MM 6.3104MPa 1Z 1BZM'M'2.83105MPa 1Z 1BZ M M 1.84105MPa 2Z 2AZMM2M22.61105MPa故有：MMM3.8105MPa 1 1X 1ZMM2M24.49105MPa2 2X 2Z（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯矩图和扭矩图可以明显看出，轴上齿轮处承受最大弯矩和扭矩，为危险截面。根据式15-5及齿轮处的数据，以及单向旋转、扭转切应力为动脉循环变应力，取a=0.6，轴的应力为M2(aT)2 2 213.53MPaca W而根据45钢的强度有60MPa故：则安全。ca3、低速轴的校核:（1）、求作用在齿轮上的力:F=2T=9.78×103NtdFFtan3.73×103Nr tcosFFtan3.56×103N a t在垂直方向上有：FllFl0 NV1 1 2 r 2FFF0 NV1 VN2 r则：F1.40103NNV1 F 2.33103NNV2在水平方向上有：FllFl0NH1 1 2 t 2 FF F0 NH1 NH2 t则:FNH13.67103N F 6.11103NNH2(2)、做出弯矩图和扭矩图：根据轴的计算简图和各力的值，做出的图如下：M Fl1.46105MPaH1NH12MFl1.46105MPaH2 NH2 2 MFl3.85105MPaV1 NV1 1MFl3.85105MPaV2 NV2 2由上述计算可知：MM2M24.12105MPa1 H1 V1 MM2M24.12105MPa2 H2 V2（3）、按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯矩图和扭矩图可以明显看出，轴上齿轮处承受最大弯矩和扭矩，为危险截面。根据式15-5及齿轮处的数据，以及单向旋转、扭转切应力为动脉循环变应力，取a=0.6，轴的应力为：M2aT223.2105MPaca W而：60MPa则：所以安全。ca第四章键的选择及轴承寿命校核4.1键的选择及校核4.1.1输入轴键的选择及校核、输入轴与联轴器的键选择：由d=35mm，l=58mm。知：选择键的型号是：单圆头平键bh108l45mm校核：4T132.89MPapdhl查表得120~150mpa.故强度足够.p p、输入轴与齿轮的键选择：由d=50mm，l=53mm。选择键的型号是：普通平键bh1610l40mm校核：4T130.7MPa查表得0~150mpa.故强度足够.p p4.1.2中间轴键的选择及校核（1）、中间轴大齿轮与轴的连接：由d=45mm，l=63mm。知：选择键的型号是：普通平键bh149l50mm校核：4T2105.6MPa查表得0~150mpa.故强度足够. p p p（2）、中间轴小齿轮与轴的连接：由d=45mm，l=48mm。知：选择键的型号是：普通平键bh149l40mm校核：4T2146.2MPa查表得0~150mpa.故强度足够. p p p4.1.3输出轴的键的选择及校核（1）、联轴器的键的选择：由d=60mm，l=105mm。知：选择键的型号是：单圆头平键bh1811l90mm校核：4T384.9MPa查表得0~150mpa.故强度足够. p p p（2）：输出轴与大齿轮的键连接：由d=70mm，l=58mm。知：选择键的型号是：普通平键bh2012l45mm校核：'p4T3216.2MPadhl由于强度要求太高，故采用两个同型号的键' 144.2MPa1.5查表得120~150mpa.故强度足够. p p p4.2轴承的选择及校核所有轴承的寿命预期值为8年。4.2.1输入轴的轴承校核轴承1：30209轴承2：302091、计算轴向力FFa1Fa22a0.495103Ne0.4,Y1.5取C67.9103NrC83.6103Nr0则有：Fr1F1FNH21FNV217.02103N FFF2F26.49103Nr2 2 NH2 NV2由于轴承1的载荷较大，所以验算轴承1的寿命。2、求当量载荷P和P 2 2由：Fa10.07e Fr1由表查的对轴承1有：X=1Y=0 1 1查表知：f=1p故有：PfXFYF7.02103N1 p r1 a13、验算寿命：由于4年一次大修，所以其强度为4年的使用期限106fC故：Lh60n(cPr)3114380h23040h4.2.2中间轴的轴承校核轴承1：30308轴承2：30308基本额定动载荷:C90.9103Nr基本额定定载荷:C108103Nor1、计算轴向力：对于N308E型的轴承其派生力:FeF,e为判断系数，其值由Fa的 d r Cr此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算知，因此现取e=0.4计算FF2F23.84103Nr1 NH1 NV1 FF2F25.45103Nr2 NH2 NV2F0.4F1.536103Nd1 r1 F0.4F2.18103Nr2 r2因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算FFF2.87103Na1 ae d2 FF2.18103Na2 d22、求轴承的当量载荷P和P 1 2Fa Fa20.39e10.7eF Fr1 r2查表得：对轴承1：X=0.5Y=1.51对轴承2：X=0Y=1.52PfXFYF6.34103N1 p r1 a1PfXFYF4.2103N2 p r2 a23、验算轴承寿命:故：L106(ftCr)3159526h23040hh60nP4.2.3输出轴承的寿命校核 轴承1：30313轴承2：30313根据轴承的型号：基本额定动载荷:C196103Nr基本额定动载荷:C242103Nor1、计算轴向力 F FFa1.78103Na1 a22Fa10.01Fa20.01C Cor or2、求轴承的当量载荷P和P 1 2FFF2F23.93103Nr1 1 NH1 NV1FFF2F26.54103Nr2 2 NH2 NV2Fa10.45eFa20.07eF Fr1 r2取fp=1Fr2Fr1取Fr2进行计算：查表知：X=0.5Y=1.5 2 2PfXFYF11.77103N2 p r2 a23、计算寿命106fC L(tr)3256410h23040hh60nP第五章润滑与密封1．润滑方式的选择因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III